JP4082523B2 - Multiple hydraulic pump output and / or torque adjustment devices - Google Patents
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Description
本発明は、請求の範囲第1項の前提項に記載の、各液圧ポンプ(Hydropumpen; hydraulic pump)について、送出量を無段階に可変調節するための1つの液圧サーボ制御ユニット(1つの液圧ポンプ当たり)を有する少なくとも2つの調節可能な液圧ポンプの出力および/またはトルク調整装置に関する。
上記形式の出力および/またはトルク調整装置は、例えば、欧州特許EP 0149 787 B2から知られている。この既知の出力および/またはトルク調整装置では、各液圧ポンプの送出量は、液圧ポンプと関連する送出圧力ラインにおけるそれぞれの液圧ポンプの送出圧力に基づいて、および各液圧ポンプに設けられた制御ラインの制御圧力に基づいて独立的に決定される。この目的のため、各サーボ制御ユニットは、ポンプアクチュエータを最大送出量方向に設定する揺動装置(Aussc hwenkeinrichtung; swing-out device)と、ポンプアクチュエータに送出量減少方向に作用するピストンとを有し、該ピストンのピストン面
は送出圧力により負荷をかけることができるか、または液圧作動可能な制御弁を介して出口に連結できる。制御弁の作動は、各関連液圧ポンプの制御ラインの制御圧力により行なわれる。各サーボ制御ユニットには弁ピストンを備えたトルク弁が設けられ、弁ピストンは弁スリーブ内で移動できかつ弁スリーブとのシール嵌めを形成し、ピストンの閉じ力は、ポンプアクチュエータに連結されかつ設定された送出量に基づいて予負荷された測定ばね構造により決定される。2つの液圧ポンプのトルク弁は、前記制御ラインの制御圧力に基づいて、および他方の液圧ポンプの制御ラインの制御圧力に基づいて、測定ばね構造の同時予負荷により、関連液圧ポンプの制御ラインを出口に連結する。
前記既知の出力および/またはトルク調整装置の特性が、関連液圧ポンプの送出量Qに基づく、送出圧力ラインを支配する高圧pHDの関数として第2図に示されている。2つの液圧ポンプのうちの一方の液圧ポンプ(他方の液圧ポンプの圧力回路からは負荷装置(Verbraucher; consumer)が切り離されている)の理想出力特性曲線が、参照番号1で示されている。一定出力をもつ前記双曲線状理想特性曲線1の場合には、送出量Qと高圧ラインの圧力pHDとの積は一定であり、従って曲線は双曲線形状を有する。欧州特許EP 0149 787 B2から知られた調整装置の場合には、理想特性曲線1は、実特性曲線1′と近似している。実特性曲線1′は2つのリニア(lineare; linear)部分を有している。各リニア部分において、トルク弁の弁ピストンの閉じ力は、トルク弁の測定ばね構造(Meβfederanordnung; measuring spring arrangement)に設けられた2つの個々のばねのうちの一方のばねにより決定される。この態様では、理想特性曲線1の双曲線形状は、実用的要望に充分適合できるほどに近似される。
次に、他方の液圧ポンプの圧力回路に負荷装置(例えば、掘削機コントローラ)を連結すると、欧州特許EP 0149 787 B2から知られた調整装置の場合には、第1液圧ポンプのサーボ制御ユニットに設けられたトルク弁が、第2液圧ポンプに連結された制御ラインにより付加的に付勢される。これは、欧州特許EP 0149 787 B2から知られた調整装置の場合には、トルク弁の弁ピストンが、測定ばね構造に抗して開方向に付加的に付勢されることにより生じる。これは、第2図に示すP−Qグラフでは、特性曲線1′のy方向への平行変位(ベクトルyで示されている)に相当する。第2液圧ポンプの圧力回路に負荷装置を連結した結果として、第1液圧ポンプの元の特性曲線1′が特性曲線2′に変形される。しかしながら、このことは、比較的小さい送出量Qの領域および/または送出圧力ラインの比較的高い圧力pHDの領域では、一定出力(Q×p=一定)をもつ対応理想特性曲線2からかなり偏倚したものとなる。前記領域には過大トルクが生じ、これは第2図に陰影領域で示されている。これは、第1液圧ポンプおよび/または駆動ユニットに過負荷をもたらす。各部分がリニアである特性曲線2″からより良い近似が得られるであろうが、これは、欧州特許EP 0149 787 B2から知られた調整装置では達成できない。
理想特性曲線(Q×p=一定)からの比較的大きい偏倚(第2図)は、大体において、非常にコストが嵩むいわゆる双曲線状出力調整器を使用するか、電子的に作動する例えばマイクロプロセッサ制御形出力調整器を使用することにより、明らかに回避されよう。しかしながら、このような解決のための構造的費用および関連製造コストはかなり大きく、かつ、例えば欧州特許EP 0149 787 B2から知られているような形式の出力および/またはトルク調整装置のための比較的小さい費用とは全く不釣り合いである。
従って本発明の目的は、理想調整特性曲線へのより良い近似を達成できるように、冒頭で述べた形式の出力および/またはトルク調整装置を開発することにある。
上記目的は、全体的特徴と関連する請求の範囲第1項に記載の特徴により達成される。
本発明は、理想特性曲線へのより良い近似は、弁ピストンだけでなくトルク弁の弁スリーブもが、第2液圧ポンプおよび/または任意の所望個数で設けられた多数の液圧ポンプの送出圧力から得られる制御圧力(単一または複数)により適当な態様で付勢されるときに達成されるという点に基づいている。
本発明の優れた開発は、請求の範囲第2項〜第10項に記載の発明により達成される。
請求の範囲第2項の記載によれば、各トルク弁の弁ピストンには、各制御ラインについて、関連測定面が設けられており、該測定面は、トルク弁の開方向に各関連制御ラインの制御圧力により付勢され得る。また、請求の範囲第3項の記載によれば、ポンプアクチュエータにはドライバピンが設けられ、該ドライバピンは関連トルク弁の弁スリーブに作用して、測定ばね構造の予負荷を変化させる。
請求の範囲第4項の記載によれば、他の各液圧ポンプの制御ラインを支配する制御圧力が弁スリーブ位置決めピストンに作用して、該弁スリーブ位置決めピストンによって、弁スリーブを復帰ばねに抗して変位させる。請求の範囲第5項の記載によれば、弁スリーブ位置決めピストンの移動方向は、弁スリーブの移動方向に対してほぼ直角であると、トルク弁の特に小形の構造的設計が可能になるため有効である。請求の範囲第6項の記載によれば、弁スリーブ位置決めピストンと弁スリーブとの間に中間要素が設けられる。弁スリーブ位置決めピストンと中間要素との接触表面は、中間要素が弁スリーブと同時に案内されるときに、弁スリーブ位置決めピストンの移動方向に対して直角な弁スリーブの変位を補償する。
請求の範囲第7項の記載によれば、弁スリーブ位置決めピストンまたは中間要素には、弁スリーブと係合するボルト要素に作用する傾斜面を設けることができる。傾斜面により、弁スリーブの移動方向への弁スリーブ位置決めピストンの移動方向の偏向が達成される。傾斜面の角度を適当に定めることにより、減速比を容易に定めることができる。請求の範囲第8項の記載によれば、ポンプアクチュエータのドライバピンは中空本体(より詳しくは、中空シリンダ)の形態をなし、弁スリーブ位置決めピストンまたは中間要素は、ポンプアクチュエータのドライバピン内に変位可能に係合しかつドライバピンにより包囲される。これにより、トルク弁を特に小形に設計できる。弁スリーブ位置決めピストンまたは中間要素の傾斜面に対してボルト要素を取り付けることができるようにするため、請求の範囲第9項の記載に従って、ドライバピンには傾斜面の領域に適当な凹部を設けることができる。
以下、本発明の好ましい実施形態を添付図面を参照して詳細に説明する。
第1図は、本発明による出力および/またはトルク調整装置の液圧回路図である。
第2図は、従来技術による出力および/またはトルク調整装置の調整特性を示すグラフである。
第3図は、本発明により開発された出力および/またはトルク調整装置の調整特性を示すグラフである。
第4図は、本発明による出力および/またはトルク調整装置に使用されるトルク弁を通る縦断面図である。
第5図は、第4図の本発明によるトルク弁を通る横断面図である。
第1図は、本発明による出力および/またはトルク調整装置の一実施形態を概略的に示す液圧回路図である。第1図に示す実施形態では、本発明による出力および/またはトルク調整装置は、2つの液圧ポンプ10、11を制御するのに使用される。しかしながら、本発明による出力および/またはトルク調整装置は、2つより多い液圧ポンプを同じ態様で制御するのにも適している。
出力および/またはトルク調整装置の基本作動モードは、本発明による開発とは関係なく、欧州特許EP 0149 787 B2から知られておりかつ該欧州特許において完全に説明されている。従って、詳細についてはこの欧州特許を参照されたい。しかしながら、本発明の理解を容易にするため、出力および/またはトルク調整装置の全体の基本作動モードを以下に簡単に説明する。
液圧ポンプ10、11は、各場合に、駆動ユニット(図示せず)により駆動軸12、13を介して駆動される。各液圧ポンプ10、11は、圧力流体(例えばオイル)を、圧力流体タンク41から、吸込ライン14または15を介して取り入れ、かつ圧力流体を送出圧力ライン16または17(ここで、圧力流体は、連結部Bに連結可能な負荷装置によって利用される)に送出する。送出圧力ライン16、17に連結された出力部Bには、好ましくは調節可能な絞り要素18、19を介して制御ライン20、21が連結される。絞り要素18、19の下流側には作動連結部A1、A2も配置されており、該作動連結部A1、A2は液圧ポンプ10、11の作動ラインに連結できる。第1液圧ポンプ10の制御ライン20は、第1液圧ポンプ10のサーボ制御ユニット22の入力部Xおよび第2液圧ポンプ11のサーボ制御ユニット23の入力部P2に連結されている。同様に、第2液圧ポンプ11の制御ライン21は、第2液圧ポンプ11のサーボ制御ユニット23の入力部Xおよび第1液圧ポンプ10のサーボ制御ユニット22の入力部P2に連結されている。制御ライン20を支配する制御圧力は、制御弁25内で、圧力平衡の形態をなして、送出圧力ライン16を支配する送出圧力と比較される。この目的のため、制御弁25は、連結ライン24を介して送出圧力ライン16に連結されている。制御弁25の下流側には、作動圧力ライン27の圧力を制限する圧力逃がし弁26が配置されている。同様に、第2液圧ポンプ11のサーボ制御ユニット23には、いつでも圧力平衡手段として作動する制御弁28が設けられており、該制御弁28は、制御ライン21の圧力と送出圧力ライン17の送出圧力とを比較する。この目的のため、制御弁28は、連結ライン29を介して第2液圧ポンプ11の送出圧力ライン17に連結されている。制御弁28の下流側には、作動圧力ライン50の圧力を制限する圧力逃がし弁30が配置されている。
第1液圧ポンプ10は、揺動装置31により最大送出量方向に揺動され、一方、第2液圧ポンプ11は、揺動装置32により最大送出量方向に揺動される。この実施形態では、揺動装置31または32はピストン35または36を有し、該ピストンにはばね33または34を負荷させることができる。揺動装置31または32は、液圧ポンプ10または11の送出量を設定するポンプアクチュエータ37または38に作用する。ポンプアクチュエータ37または38を送出量減少方向に復帰させるのに、液圧作動可能なピストン39または40が使用される。ピストン39または40には、作動圧力ライン27または50を支配する作動圧力が作用する。
制御ライン20または21を支配する制御圧力に対し、送出圧力ライン16または17を支配する送出圧力が増大すると、圧力平衡手段として機能する制御弁25または28は、作動圧力ライン27または50の作動圧力を増大させ、これにより、液圧ポンプ10または11は、平衡位置に到達するまで、送出量減少方向に揺動される。
制御ライン20または21は、トルク弁42または43を介して圧力流体タンク41に連結されている。トルク弁42または43の弁ピストン44または45は、一方では、それぞれが関連する液圧ポンプ10または11の制御ライン20または21の制御圧力によって、他方では、それぞれが関連する他方の液圧ポンプ11または10の制御ライン21または20の制御圧力によって、開方向に付勢されている。測定ばね構造46または47(この実施形態では、個々の2つのばねからなる)は、弁ピストン44または45に対して閉方向に作用し、第2図に関連して既に説明した、各部分がリニアである特性曲線形状をつくり出す。測定ばね構造46または47の予負荷は、ポンプアクチュエータ37または38の位置により決定される。
制御ライン20の制御圧力または制御ライン21の制御圧力が、トルク弁42または43で調節された値に到達すると、トルク弁42または43が開き始めて、絞り要素18または19に圧力降下が生じる。従って、制御弁25または28が更に開かれ、ピストン39または40に大きな作動圧力が供給される。これにより、前記ピストンは、ポンプアクチュエータ37または38を、送出量減少方向に変位させようと試みる。この工程では、トルク弁42または43の測定ばね構造46または47の測定ばねが予負荷される。このようにして、一定の出力調整が達成される。
本発明の開発によれば、弁スリーブ48または49には、それぞれ、他方の液圧ポンプ11または10の制御ライン21または20を支配する制御圧力が作用する。本発明のこの開発により、出力および/またはトルク調整装置の調整特性を、理想的な双曲線形状に近似させる優れた結果が得られる。この点を、第3図に関連して以下に詳細に説明する。
第2図と同様に、第3図は、送出圧力ライン16を支配する送出圧力pHDを、第1液圧ポンプ10または11の送出量Qの関数として示すものである。第2液圧ポンプ11の送出圧力ライン17に連結された負荷装置が低出力条件のみを有し、従って第2液圧ポンプ11には極く僅かな負荷しか作用しない場合には、第1液圧ポンプ10は、理想特性曲線1に近似する実特性曲線1′に沿うほぼ一定の出力に調整される。第2液圧ポンプ11が大きな出力を有する場合には、第1液圧ポンプ10の出力を低下させて、両液圧ポンプ10、11の全出力が所定最大値を超えないように防止しかつ両液圧ポンプ10、11を駆動する駆動ユニットの過負荷を防止しなければならない。トルク弁42の弁ピストン44が付勢されているため、ベクトルyにより示されるy方向への平行変位すなわち液圧ポンプ10の送出圧力の低下が実現される。しかしながら、トルク弁42の弁スリーブ48の同時付勢により、液圧ポンプ10の送出量の低減も実現され、これにより、ベクトルxにより示されるx方向に平行変位する。
第2図に示す全出力および/またはトルク調整装置の調整特性と、第3図に示す本発明に従って開発された出力および/またはトルク調整装置の特性との比較から直接明らかなように、本発明の開発により、調整曲線2″の理想調整特性曲線2へのより良い近似がもたらされる。
次に、第4図および第5図を参照して、本発明により開発されたトルク弁42または43の一実施形態を説明する。第4図はトルク弁42を通る縦断面図であり、第5図はトルク弁42を通る横断面図である。トルク弁42、43は同じ構造であるので、以下、トルク弁42に限定して説明する。
トルク弁42は、弁ハウジング60と、該弁ハウジング60内で軸線方向に移動できる態様で配置された弁スリーブ61と、該弁スリーブ61に対して移動できる弁ピストン62とを有している。弁ピストン62は、ばねカップ63を介して、測定ばね構造46により閉方向に付勢されている。この実施形態での測定ばね構造46は、一方が他方の内部に配置された2つの個々のばね64、65を有し、この構成により、第3図に示す、各部分がリニアである調整特性がもたらされる。ばね組立体46の予負荷はばねボルト66により調節できる。弁ハウジング60には、制御ライン20用の第1圧力媒体連結部P1および制御ライン21用の第2圧力媒体連結部P2が設けられている。制御ライン20に連結される圧力媒体連結部P1は、連結チャンネル75を介して第1圧力チャンバ67に連結されている。第1圧力チャンバ67が、制御ライン20を支配する制御圧力により付勢されると、第1測定面68が、制御ライン20を支配する制御圧力により、トルク弁42を開く方向に付勢される。先端部69が制御縁部70に到達すると、トルク弁42が、制御ライン20を、圧力流体タンク41の方向に開く。この目的のため、段付きボア71が連結チャンネル72を介して横方向ボア73に連結されており、これにより、圧力流体が漏洩空間74内に流出できるようになっている。
圧力媒体連結部P2に連結された制御ライン21は、連結チャンネル76および他の連結チャンネル77、78を介して第2圧力チャンバ79(該チャンバ79には第2測定面80が形成されている)に連結される。従って、制御ライン21を支配する制御圧力が、弁ピストン72を、同じくトルク弁42を開く方向に付勢する。
既に説明したように、制御ライン21を支配する制御圧力は、弁ピストン62に作用するだけでなく弁スリーブ61にも作用し、制御ライン21を支配する制御圧力に基づき、復帰ばね81および測定ばね構造46に抗して、弁スリーブ61を軸線方向に変位させる。この目的のため、第3圧力チャンバ82が、連結チャンネル90(一部のみが示されている)を介して第2圧力媒体連結部P2に連結される。従って、圧力チャンバ82を支配する第2制御ライン21の制御圧力が、弁スリーブ位置決めピストン83を付勢する。第4図および第5図に示す好ましい実施形態では、弁スリーブ位置決めピストン83の移動方向は、弁スリーブ61の移動方向に対して直角に整合している。これにより、本発明に従って、トルク弁42を特にコンパクトに設計できる。この場合、弁スリーブ位置決めピストン83は、板状前端部85を備えた中間要素84に作用する。中間要素84は、板状前端部85とは反対側の端部に傾斜面86を有し、該傾斜面86は弁スリーブ61に形成されたボルト要素87に作用する。必要ならば、傾斜面86を適当な平傾斜角とすることにより、弁スリーブ位置決めピストン83の移動と弁スリーブ61の移動との間に減速比を達成できる。図示の実施形態における中間要素84は、適当な態様でポンプアクチュエータ37に連結される中空シリンダの形態をなすドライバピン88の内部に配置される。ドライバピン88は、ボルト要素87が中間要素84の傾斜面86に対して同一面(フラッシュ)に配置されるようにボルト要素87を受け入れるための凹部89を有する。
ドライバピン88とは反対側の弁スリーブ位置決めピストン83の端部は、弁スリーブ位置決めピストン83が、制御ライン21を支配する制御圧力により付勢されないときには第4図で見て上方に押圧されるように、位置決めばね100により予負荷されている。これにより、弁スリーブ位置決めピストン83の復帰が達成される。位置決めばね100の予負荷は、ばねカップ101を調節することにより調節できる。この場合、ばねカップ101は、ハウジングスリーブ102を取り外した後に、外部からアクセスして調節できる。
ドライバピン88を水平方向に変位させることにより、ポンプアクチュエータ37も弁スリーブ61に作用する。この場合、中間要素84の板状端部85は、ドライバピン88が第4図で見て水平方向に移動しても、弁スリーブ位置決めピストン83が中間要素84と連続的に係合することを保証する。弁スリーブ位置決めピストン83の移動方向が、弁スリーブ61およびドライバピン88の移動方向に対して直角に、第4図で見て垂直に整合する結果として、弁スリーブ61の変位が、一方ではドライバピン88により、他方では弁スリーブ位置決めピストン83により互いに独立して行なわれる。
本発明は、図示の実施形態に限定されるものではない。トルク弁は、種々の態様で設計することができる。より詳しくは、トルク弁には、出力および/またはトルク調整装置により制御される別の液圧ポンプの制御ライン用の別の測定面を設けることができる。同様な態様で、連結すべき別の各液圧ポンプについて、連結可能な別の各液圧ポンプの別々の圧力チャンバを弁スリーブ位置決めピストン83に隣接して設けるか、同数の弁スリーブ位置決めピストン83を並列に配置する必要がある。The present invention relates to one hydraulic servo control unit (one hydraulic variable pump) for variably adjusting a delivery amount for each hydraulic pump (Hydropumpen; hydraulic pump) described in the premise of claim 1. The output and / or torque adjustment device of at least two adjustable hydraulic pumps with (per hydraulic pump).
An output and / or torque adjusting device of the above type is known, for example, from European patent EP 0149 787 B2. In this known output and / or torque adjustment device, the delivery amount of each hydraulic pump is based on the delivery pressure of each hydraulic pump in the delivery pressure line associated with the hydraulic pump and provided to each hydraulic pump. Determined independently based on the control pressure of the control line. For this purpose, each servo control unit has an oscillating device (Aussc hwenkeinrichtung; swing-out device) that sets the pump actuator in the maximum delivery direction, and a piston that acts on the pump actuator in the direction of decreasing the delivery rate. , Piston surface of the piston
Can be loaded by the delivery pressure or can be connected to the outlet via a hydraulically actuable control valve. The operation of the control valve is performed by the control pressure of the control line of each associated hydraulic pump. Each servo control unit is provided with a torque valve with a valve piston, which can move within the valve sleeve and form a seal fit with the valve sleeve, and the piston closing force is connected to and set by the pump actuator Determined by the pre-loaded measuring spring structure based on the delivered amount. The torque valves of the two hydraulic pumps are based on the control pressure of the control line and on the control pressure of the control line of the other hydraulic pump, due to the simultaneous preloading of the measuring spring structure, Connect the control line to the outlet.
The characteristics of the known output and / or torque regulator are shown in FIG. 2 as a function of the high pressure pHD governing the delivery pressure line, based on the delivery rate Q of the associated hydraulic pump. The ideal output characteristic curve of one of the two hydraulic pumps (the load device (Verbraucher; consumer) is disconnected from the pressure circuit of the other hydraulic pump) is indicated by reference numeral 1. ing. In the case of the hyperbolic ideal characteristic curve 1 having a constant output, the product of the delivery amount Q and the pressure pHD of the high pressure line is constant, and therefore the curve has a hyperbolic shape. In the case of the adjusting device known from European patent EP 0149 787 B2, the ideal characteristic curve 1 approximates the actual characteristic curve 1 ′. The actual characteristic curve 1 'has two linear portions. In each linear part, the closing force of the valve piston of the torque valve is determined by one of the two individual springs provided in the measuring spring arrangement (Me β federanordnung; measuring spring arrangement) of the torque valve. In this aspect, the hyperbolic shape of the ideal characteristic curve 1 is approximated enough to meet practical demands.
Next, when a load device (eg excavator controller) is connected to the pressure circuit of the other hydraulic pump, the servo control of the first hydraulic pump in the case of the adjusting device known from European patent EP 0149 787 B2 A torque valve provided in the unit is additionally energized by a control line connected to the second hydraulic pump. This occurs in the case of the adjusting device known from European patent EP 0149 787 B2 by additionally biasing the valve piston of the torque valve in the opening direction against the measuring spring structure. This corresponds to the parallel displacement (indicated by the vector y) in the y direction of the characteristic curve 1 ′ in the PQ graph shown in FIG. As a result of connecting the load device to the pressure circuit of the second hydraulic pump, the original characteristic curve 1 'of the first hydraulic pump is transformed into a characteristic curve 2'. However, this is considerably deviated from the corresponding
A relatively large deviation from the ideal characteristic curve (Q × p = constant) (FIG. 2) is generally based on the use of a so-called hyperbolic output regulator, which is very expensive, or electronically operated, for example a microprocessor. By using a controlled output regulator, this will obviously be avoided. However, the structural costs and associated manufacturing costs for such a solution are considerable and are relatively high for output and / or torque adjustment devices of the type as known, for example, from European patent EP 0149 787 B2. This is quite disproportionate to the small cost.
The object of the present invention is therefore to develop an output and / or torque adjustment device of the type mentioned at the beginning so that a better approximation to the ideal adjustment characteristic curve can be achieved.
This object is achieved by the features of claim 1 associated with the overall features.
The present invention provides a better approximation to the ideal characteristic curve in that not only the valve piston but also the valve sleeve of the torque valve can deliver a second hydraulic pump and / or multiple hydraulic pumps provided in any desired number. It is based on what is achieved when it is energized in an appropriate manner by the control pressure (s) derived from the pressure.
The excellent development of the present invention is achieved by the inventions described in
According to the second aspect of the present invention, the valve piston of each torque valve is provided with an associated measurement surface for each control line, and the measurement surface is connected to each associated control line in the opening direction of the torque valve. Can be energized by a controlled pressure of According to the third aspect of the present invention, the pump actuator is provided with a driver pin, which acts on the valve sleeve of the related torque valve to change the preload of the measurement spring structure.
According to the fourth aspect of the present invention, the control pressure governing the control line of each other hydraulic pump acts on the valve sleeve positioning piston, and the valve sleeve positioning piston resists the return spring by the valve sleeve positioning piston. To displace. According to the fifth aspect of the present invention, when the moving direction of the valve sleeve positioning piston is substantially perpendicular to the moving direction of the valve sleeve, it is effective because a particularly small structural design of the torque valve is possible. It is. According to the sixth aspect, the intermediate element is provided between the valve sleeve positioning piston and the valve sleeve. The contact surface between the valve sleeve positioning piston and the intermediate element compensates for the displacement of the valve sleeve perpendicular to the direction of movement of the valve sleeve positioning piston when the intermediate element is guided simultaneously with the valve sleeve.
According to the description of claim 7, the valve sleeve positioning piston or the intermediate element can be provided with an inclined surface acting on the bolt element engaged with the valve sleeve. The inclined surface achieves a deflection in the direction of movement of the valve sleeve positioning piston in the direction of movement of the valve sleeve. By properly determining the angle of the inclined surface, the reduction ratio can be easily determined. According to claim 8, the driver pin of the pump actuator takes the form of a hollow body (more specifically, a hollow cylinder) and the valve sleeve positioning piston or intermediate element is displaced in the driver pin of the pump actuator. Engageable and surrounded by driver pins. Thereby, a torque valve can be designed especially small. In order to be able to attach the bolt element to the inclined surface of the valve sleeve positioning piston or intermediate element, the driver pin is provided with a suitable recess in the region of the inclined surface according to claim 9 Can do.
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of an output and / or torque adjusting device according to the present invention.
FIG. 2 is a graph showing adjustment characteristics of a conventional output and / or torque adjustment device.
FIG. 3 is a graph showing the adjustment characteristics of the output and / or torque adjustment device developed according to the present invention.
FIG. 4 is a longitudinal section through a torque valve used in the output and / or torque adjusting device according to the invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view through the torque valve according to the invention of FIG.
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram schematically showing an embodiment of an output and / or torque adjusting device according to the present invention. In the embodiment shown in FIG. 1, the output and / or torque adjustment device according to the invention is used to control two
The basic mode of operation of the output and / or torque regulator is known from the European patent EP 0149 787 B2 and is fully described in the European patent, irrespective of the development according to the invention. Therefore, reference is made to this European patent for details. However, in order to facilitate an understanding of the present invention, the overall basic operating mode of the output and / or torque regulator is briefly described below.
The
The first
When the delivery pressure governing the delivery pressure line 16 or 17 increases relative to the control pressure governing the
The
When the control pressure of the
According to the development of the invention, a control pressure governing the
Similar to FIG. 2, FIG. 3 shows the delivery pressure pHD governing the delivery pressure line 16 as a function of the delivery rate Q of the first
As can be seen directly from a comparison between the adjustment characteristics of the full power and / or torque adjustment device shown in FIG. 2 and the characteristics of the output and / or torque adjustment device developed according to the invention shown in FIG. Development of the
Next, an embodiment of the
The torque valve 42 includes a
The
As already explained, the control pressure governing the
The end of the valve sleeve positioning piston 83 opposite to the
The pump actuator 37 also acts on the valve sleeve 61 by displacing the
The present invention is not limited to the illustrated embodiment. The torque valve can be designed in various ways. More specifically, the torque valve can be provided with another measuring surface for the control line of another hydraulic pump controlled by the output and / or torque regulator. In a similar manner, for each of the other hydraulic pumps to be connected, a separate pressure chamber for each of the other hydraulic pumps that can be connected is provided adjacent to the valve sleeve positioning piston 83 or the same number of valve sleeve positioning pistons 83. Need to be placed in parallel.
Claims (7)
各液圧ポンプ(10、11)の送出量は、液圧ポンプ(10、11)と関連する送出圧力ライン(16、17)におけるそれぞれの液圧ポンプ(10、11)の送出圧力に基づいて、および各液圧ポンプ(10、11)に設けられた制御ライン(20、21)の制御圧力に基づいて独立的に決定され、各サーボ制御ユニット(22、23)は、ポンプアクチュエータ(37、38)を最大送出量方向に設定する揺動装置(31、32)と、ポンプアクチュエータ(37、38)を送出量減少方向に作用するピストン(39、40)とを有し、該ピストンのピストン面積は送出圧力により作用させることができるか、または液圧作動可能な制御弁(25、28)を介して出口(41)に連結でき、そして制御弁(25、28)の作動は、各関連液圧ポンプ(10、11)の制御ライン(20、21)の制御圧力により行なわれ、
各サーボ制御ユニット(22、23)には弁ピストン(62)を備えたトルク弁(42、43)が設けられ、弁ピストン(62)は弁スリーブ(61)内で移動できかつ弁スリーブ(61)とのシール嵌めを形成し、そしてピストン(62)の閉じ力は、ポンプアクチュエータ(37、38)に連結されかつ設定された送出量に基づいて予負荷された測定ばね構造(46、47)により決定され、
各トルク弁(42、43)は、前記制御ライン(20、21)の制御圧力に基づいて、および制御ライン(21、20)の制御圧力または他の各液庄ポンプ(11、10)の制御ラインの制御圧力に基づいて、測定ばね構造(46、47)の同時予負荷により、各関連液圧ポンプ(10、11)の制御ライン(20、21)を出口(41)に連結する構成の、少なくとも2つの調節可能な液圧ポンプ(10、11)の出力および/またはトルク調整装置において、
特定の液圧ポンプ(10、11)について、制御ライン(21、20)の制御圧力または他の各液圧ポンプ(11、10)の制御ラインの制御圧力が、特定の液圧ポンプ(10、11)と関連するトルク弁(42、43)の弁ピストン(62)および弁スリーブ(61)の両方に作用し、
前記出力および/またはトルク調整装置が2つの調節可能な液圧ポンプ(10、11)を制御し、特定の液圧ポンプ(10、11)のトルク弁(42、23)では、他の各液圧ポンプ(11、10)の制御ライン(21、20)が、弁スリーブ位置決めピストン(83)を、前記制御ライン(21、20)を支配する制御圧力で付勢し、これにより、弁スリーブ位置決めピストン(83)が、復帰ばね(81)および/または測定ばね構造(46、47)に抗して、弁ハウジング(60)内で弁スリーブ(61)を変位させ、
前記弁スリーブ位置決めピストン(83)の移動方向は、弁スリーブ(61)の移動方向に対してほぼ直角であり、
前記弁スリーブ位置決めピストン(83)または中間要素(84)は、弁スリーブ(61)と係合するボルト要素(87)に作用する傾斜面(86)を有していることを特徴とする出力および/またはトルク調整装置。 For each hydraulic pump (10, 11), at least two adjustable hydraulic pumps (10, 11) with one hydraulic servo control unit (22, 23) for variably adjusting the delivery rate in a stepless manner. Output and / or torque adjustment device,
The delivery amount of each hydraulic pump (10, 11) is based on the delivery pressure of each hydraulic pump (10, 11) in the delivery pressure line (16, 17) associated with the hydraulic pump (10, 11). , And independently based on the control pressure of the control lines (20, 21) provided in each hydraulic pump (10, 11), each servo control unit (22, 23) is connected to a pump actuator (37, 38) having a swinging device (31, 32) for setting the maximum delivery amount direction and a piston (39, 40) for acting the pump actuator (37, 38) in the delivery amount decreasing direction. The area can be acted upon by the delivery pressure or can be connected to the outlet (41) via a hydraulically actuable control valve (25, 28) and the actuation of the control valve (25, 28) is related to each Is performed by the control pressure in the control line (20, 21) of the pressure pump (10, 11),
Each servo control unit (22, 23) is provided with a torque valve (42, 43) having a valve piston (62), the valve piston (62) being movable in the valve sleeve (61) and the valve sleeve (61 ) And the closing force of the piston (62) is connected to the pump actuator (37, 38) and is preloaded based on a set delivery amount (46, 47) Determined by
Each torque valve (42, 43) is controlled based on the control pressure of the control line (20, 21), and the control pressure of the control line (21, 20) or the other fluid pump (11, 10). Based on the control pressure of the line, the control line (20, 21) of each associated hydraulic pump (10, 11) is connected to the outlet (41) by simultaneous preloading of the measuring spring structure (46, 47). In the output and / or torque regulator of the at least two adjustable hydraulic pumps (10, 11),
For a particular hydraulic pump (10, 11), the control pressure of the control line (21, 20) or the control pressure of the control line of each of the other hydraulic pumps (11, 10) 11) acting on both the valve piston (62) and the valve sleeve (61) of the torque valve (42, 43) associated with
Said output and / or torque adjustment device controls two adjustable hydraulic pumps (10, 11), and in the torque valve (42, 23) of a particular hydraulic pump (10, 11) The control line (21, 20) of the pressure pump (11, 10) urges the valve sleeve positioning piston (83) with a control pressure governing the control line (21, 20), thereby positioning the valve sleeve. A piston (83) displaces the valve sleeve (61) in the valve housing (60) against the return spring (81) and / or the measuring spring structure (46, 47);
The moving direction of the valve sleeve positioning piston (83) is substantially perpendicular to the moving direction of the valve sleeve (61);
The valve sleeve positioning piston (83) or intermediate element (84) has an inclined surface (86) acting on a bolt element (87) that engages the valve sleeve (61) and / Or torque adjuster.
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